CC BY
23Исследование локального образования оксидов азота в водородном дизеле
Р.З. Кавтарадзе, профессор МГТУ им. Н.Э. Баумана, д.т.н.,
A.А. Зеленцов, доцент МГТУ им. Н.Э. Баумана, к.т.н.,
B.М. Краснов, аспирант МГТУ им. Н.Э. Баумана, Е.В. Климова, аспирант МГТУ им. Н.Э. Баумана
Изложены результаты 3D-моделирования с помощью CRFD-кода FIRE водородного дизеля с непосредственным впрыскиванием газообразного водорода. Верификация модели проводится на основе экспериментальных индикаторных диаграмм водородного дизеля. Показано, что при условии приблизительного равенства мощностей водородный дизель по уровню эмиссии оксидов азота не уступает базовому дизелю, что требует разработки специальных методов улучшения экологических качеств водородного дизеля.
Ключевые слова: рабочий процесс, альтернативные топлива, водородный дизель, оксиды азота.
В настоящее время поршневые двигатели по эффективным показателям (удельный расход топлива, КПД) не имеют себе равных среди тепловых двигателей. В обозримом будущем они, по всем научным прогнозам [1-3], будут занимать лидирующее положение в транспортной энергетике. Однако поршневые двигатели, как основные потребители топлив нефтяного происхождения, одновременно являются и одними из основных загрязнителей окружающей среды. Переход на альтернативные топлива, сначала на природный газ, запасы которого достаточно велики, а потом на водород, запасы которого практически неиссякаемы [2, 3], - наиболее надежный путь для решения экологических и энергетических проблем, связанных с поршневыми двигателями.
В настоящее время на транспорте наиболее распространены водородные двигатели с принудительным зажиганием, работающие как на газообразном, так и на жидком водороде. Несмотря на очевидные преимущества [3, 4] концепция водородного дизеля с непосредственным впрыском в цилиндр газообразного водорода пока на серийных двигателях не реализована и требует фундаментального изучения, так как практически не исследована. Исключением являются
работы, проведенные сотрудниками Мюнхенского технического университета и МГТУ им. Н.Э. Баумана [3, 4]. Следует отметить, что даже в известных специализированных зарубежных изданиях [5] указанная концепция рассматривается только как возможная, и не более того.
Экспериментальные исследования показали, что осуществление рабочего процесса дизеля с непосредственным впрыском в цилиндр газообразного водорода требует его самовоспламенения, для которого характерны более высокие температуры, чем для самовоспламенения дизельного топлива, а также стабильности (идентичность) протекания последовательных рабочих циклов. Решению этих проблем посвящены работы [3, 6], поэтому в данной статье они не обсуждаются. Очевидно, что в продуктах сгорания исследуемого водородного дизеля отсутствуют СН, СО, С02 и твердые частицы сажи. Их концентрации, образованные в результате горения смазочного масла, не учитываются. Однако проблема минимизации содержания оксидов азота в выпускных газах водородного дизеля остается.
Целью данного исследования являются моделирование и сравнительный анализ процессов
смесеобразования, сгорания и образования оксидов азота в водородном дизеле с непосредственным впрыском газообразного водорода и в его базовом варианте, работающем с впрыском традиционного дизельного топлива.
Экспериментальные дизели
Экспериментальный дизель представляет собой одноцилиндровый отсек четырехтактного дизеля и позволяет провести исследования рабочего процесса при работе двигателя как на жидком (традиционное), так и на газообразных топливах, в том числе и на водороде [4,7]. При работе дизеля на водороде система подачи дизельного топлива Common Rail (CR) заменяется специально разработанной системой для подачи водорода непосредственно в цилиндр в конце сжатия с помощью специального электрогидравлического инжектора, разработанного фирмой «MAN B&W Diesel AG» и предоставленного для проведения опытов [4, 8].
Водородный инжектор располагается в центральной части головки цилиндра на месте электрогидравлической CR-форсунки и подобно обычной форсунке имеет иглу, которая управляет открытием проходного сечения.
Газообразный водород подается из специальных баллонов к инжектору с помощью мембранного нагнетателя фирм Linde AG и Burton Corblin. Подача водорода в конце такта сжатия предотвращает возникновение обратных выбросов и вспышек во впускном коллекторе, а увеличение давления подачи выше максимального давление в цилиндре - заброс продуктов сгорания в систему подачи водорода. В этих целях, а также для обеспечения постоянного, не зависящего от давления в цилиндре, расхода водорода через сопло следует на его срезе создавать сверхкритический перепад давления. Тогда, пользуясь формулой для критического истечения
Таблица 1
Основные параметры водородного и базового дизелей
Рв,
к +1
V П2 Укр
и с учетом того, что максимальное давление в цилиндре при работе не превышает рг=15 МПа, получим, что водород следует подавать в камеру сгорания под давлением рН >28,5 МПа (для водорода к =1,41). Система питания водородом обеспечивает его подачу в цилиндр под давлением 30,0 МПа.
Как известно [3, 4], концентрационные пределы воспламенения водорода в воздухе составляют 4...75 % по объему, а температура самовоспламенения при одинаковых условиях выше, чем у дизельного топлива. Для обеспечения малой задержки воспламенения и стабильного сгорания температура воздуха в конце сжатия (в момент подачи водорода) должна превышать температуру самовоспламенения [3]. Так как степень сжатия базового дизеля £=13,5 недостаточна для гарантированного воспламенения водорода, были использованы специальные конструкции поршней для ее повышения (табл. 1), при этом форма камеры сгорания (тип Гессель-мана) сохранялась [4, 7, 8].
Для моделирования образования оксидов азота в базовом дизеле (одноцилиндровая установка) и в его
Параметры, характеристики Двигатель
Дизель Водородный дизель
Ход поршня/диаметр цилиндра, мм/мм 300/240 300/240
Топливо Дизельное Газообразный водород
Низшая теплота сгорания, МДж/кг 42,5 120
Угол опережения впрыскивания, °ПКВ 15 15
Продолжительность впрыскивания, °ПКВ 20 40
Максимальное давление впрыскивания, МПа 67 30
Степень сжатия 13,5 16,8
Степень повышения давления в компрессоре 2 1,6
Цикловая подача топлива, г/цикл 0,9 0,38
Эффективная мощность при п= 800 мин-1, кВт 100 93
Модель турбулентности пограничного слоя k - s Стандартная k - s Стандартная
конвертированном на водород варианте были обеспечены соизмеримые значения эффективных мощностей (Д N < 10 %) в обоих двигателях, прежде всего, подбором цикловых подач водорода и дизельного топлива с учетом их низшей теплоты сгорания. Результаты экспериментального исследования водородного дизеля, в частности, экспериментальные индикаторные диаграммы, в дальнейшем были использованы для верификации реализованной математической модели теплофизических процессов в камере сгорания водородного дизеля.
Моделирование теплофизических процессов в камерах сгорания водородного и базового дизелей Разработанная математическая модель рабочего процесса в водородном двигателе по существу представляет собой комплекс взаимосвязанных моделей физических процессов, протекающих в цилиндре, а именно:
• трехмерное нестационарное движение рабочего тела в расчетной области (цилиндр) с движущимися
границами (поршень, впускной и выпускной клапаны);
• впрыск газообразного водорода в нагретый от сжатия воздушный поток, перемешивание водорода с воздухом;
• образование очагов воспламенения и горение водородно-воздуш-ной смеси;
• образование оксида азота в процессе горения водорода.
Реализация математической модели рабочего процесса осуществлялась с применением коммерческого программного продукта FIRE [9], предусматривающего решение дифференциальных уравнений в частных производных численным методом контрольных объемов. Модель относится к классу CRFD-мо-делей (Computational Reactive Fluid Dynamics), предназначенных для детального исследования сложных процессов переноса, протекающих совместно с химическими реакциями. Она основана на трехмерных нестационарных уравнениях На-вье-Стокса, усредненных по методу Фавра и записанных в форме Рей-нольдса, и дополнительно содержит модели смесеобразования, сгорания и образования вредных веществ
[9-12]. Очевидно, что в таких случаях уравнения сохранения содержат источниковые члены, выражающие генерацию и аннигиляцию отдельных компонентов в процессе химической реакции горения [10, 12]. Использование CRFD-моделей характеризуется и другими сложностями, в частности, необходимостью согласования задач моделирования континуальной газовой среды (постановка Эйлера) с моделированием дисперсионной среды жидкого топлива (постановка Лагран-жа). Важнейшее значение имеют также дискретизация расчетной области (построение расчетной сетки) и выбор модели турбулентности.
В примере расчета сектора камеры сгорания используется трехмерная динамическая адаптивная сетка, состоящая приблизительно из 65 тыс. ячеек (рис. 1). Особенность разбиения данной расчетной области состоит в том, что она представляет собой совокупность четырех блоков: распылителя 1, струи впрыскиваемого топлива 2, буферного слоя 3 и камеры сгорания в поршне 4. При этом блоки 1, 2 и 4 не перестраиваются на протяжении всего движения сетки. Блок 4 вместе с поршнем совершает возвратно-поступательное движение. Буферный слой 3 является связующим звеном между остальными блоками и при движении сетки растягивается и
сжимается. Число ячеек в блоке 3 при движении сетки не изменяется.
Заметим, что в обоих двигателях используют камеры сгорания типа Гессельмана, однако у водородного дизеля по сравнению с базовым двигателем она была модифицирована для обеспечения более высокой степени сжатия, обусловливающей гарантированное воспламенение водорода (см. табл. 1). Начальные условия (температура воздуха в цилиндре, интенсивность вихревого движения заряда, начальный уровень кинетической энергии турбулентности) принимались для них идентичными.
Верификация математической модели рабочего процесса водородного дизеля
Одним из основных этапов исследования рабочего процесса водородного дизеля является контроль
достоверности результатов численного эксперимента. Верификация математической модели проводилась путем сравнения результатов трехмерного расчета с применением 3D CRFD-кода FIRE и экспериментальных данных, полученных на специальной установке [3, 4, 7, 8]. Индикаторные диаграммы (результаты измерения нестационарного давления в цилиндре двигателя), полученные с помощью пьезокварцевых датчиков давления производства фирм KISTLER и AVL, использовались для оценки достоверности расчетных результатов изменения давления в цилиндре (рис. 2). Их сравнение показывает хорошее согласование опытных данных с результатами моделирования.
Следует отметить, что в результате численного моделирования максимальное давление в цилиндре двигателя оказалось несколько выше (12,5 МПа), чем в эксперименте (12,3 МПа). Моменты времени, соответствующие расчетным и экспериментальным максимальным давлениям, отстоят друг от друга незначительно, и сдвиг по фазе составляет 1°ПКВ.
Для согласования результатов моделирования и эксперимента, особенно в области сгорания (см. рис. 2), важно уточнение эмпирических коэффициентов в модели сгорания Магнуссена-Хартагера [1, 3].
Сравнение зависимостей усредненных по объему цилиндра температур от угла поворота коленчатого вала, полученных в результате обработки экспериментальных и расчетных индикаторных диаграмм (рис. 3),
показывает незначительное превышение расчетной максимальной температуры. Усредненная по объему максимальная температура согласно экспериментальной индикаторной диаграмме достигает 2000 К, а согласно диаграмме по результатам моделирования - приблизительно 2080 К. Сдвиг по фазе между этими значениями составляет 7 °ПКВ.
По итогам сравнений можно сделать вывод о том, что 3D CRFD-модель рабочего процесса водородного дизеля адекватно описывает реальные теплофизические процессы в цилиндре двигателя и может быть использована для дальнейшего исследования водородного дизеля.
Сравнительный анализ рабочих процессов водородного и базового дизелей
Из индикаторных диаграмм базового и водородного дизелей (рис. 4) видно, что максимальное давление в цилиндре водородного двигателя р =12,5 МПа, а базового двигателя
рг=11,8 МПа. Это можно объяснить более высокими скоростями горения и нарастания давления ёр/ёф в водородном дизеле. Практически на всех других участках рабочего цикла давление в базовом двигателе выше по сравнению с водородным дизелем, что и обеспечивает разницу в мощностях примерно на 7 % (см. табл. 1). Более продолжительная подача в цилиндрводорода приводит к тому, что максимальное давление цикла в водородном дизеле достигается позже. В этих расчетах для водородного и базового дизелей коэффициент избытка воздуха ав=2.
Водород обладает высокой скоростью распространения фронта пламе-ни.Скорость ламинарного пламени в стехиометрической смеси водорода с воздухом в атмосферных условиях
составляет ~ 2,3 м/с, а паров дизельного топлива с воздухом при тех же условиях 0,4 м/с. Это приводит к повышенным скоростям тепловыделения и нарастания давления в водородном дизеле. Когда газообразный водород начинает поступать в камеру сгорания, в которой температура уже превышает необходимую для его воспламенения, он быстро вступает в реакцию с кислородом. Происходит всплеск тепловыделения. В традиционном дизеле рост скорости тепловыделения происходит медленнее (рис. 5).
Усредненная по объему цилиндра температура в водородном дизеле достигает своего максимума быстрее, чем в базовом двигателе, что
р. МПа 12 10
8 6 4 2
БЫ т 1 !
\ ^ г
2 /
// /
J / 1 \
щ
245 260 275 290 305 320 335 350 365 380 395 410 <р,ПКВ
Рис. 4. Индикаторные диаграммы водородного (1) и базового (2) дизелей, полученные с помощью численного моделирования: N = 93 кВт, n = 800 мин-1
объясняется различными характерами изменения скоростей тепловыделения в этих двигателях. Максимальная температура в цилиндре водородного дизеля составляет 2010 К (рис. 6), а локальные температуры, как показали расчеты, имеют еще большие значения (рис. 7). Это указывает на то, что в водородном дизеле и базовом двигателе согласно термическому механизму Зельдовича образуются оксиды азота, и надо принимать меры для сокращения их эмиссии. Высокие температуры рабочего тела и его турбулентность, генерируемая подвижными деталями (поршень, впускные и выпускные клапаны), непосредственным впрыском водорода и образованием многочисленных локальных очагов воспламенения, интенсифицируют
теплообмен со стенками камеры сгорания. Возникает необходимость определения локальных тепловых нагрузок на основные детали двигателя, значения которых потом могут быть использованы в качестве термических граничных условий для расчета их теплонапряженного состояния. Следует подчеркнуть, что локальные тепловые нагрузки на основные детали, составляющие камеру сгорания, в водородных двигателях до настоящего времени не исследовались.
Анализ локальных образований оксидов азота в камерах сгорания водородного и базового дизелей Для исследования локального образования оксидов азота в камере сгорания водородного дизеля были проанализированы параметры рабочего тела, прежде всего локальные нестационарные температуры, полученные по результатам численных экспериментов в различных сечениях камеры сгорания при разных положениях поршня (рис. 8).
При ф=350 °ПКВ, то есть к моменту времени, соответствующему 5 °ПКВ после начала впрыскивания, значение максимальной температуры в камере сгорания базового (серийный) дизеля составляла 7=1987 К, а водородного - 7=2696 К, разница температур - почти 700 К, что обусловлено быстрым распространением фронта пламени водорода. В базовом дизеле, когда дизельное топливо только
начинает гореть на верхней поверхности оболочки топливного факела,
появляются первые очаги сгорания (рис. 7а), а в водородном двигателе к этому моменту уже сформировался фронт пламени, который начинает распространяться по всему объему цилиндра (см. рис. 76).
При ф=355 °ПКВ горение факела дизельного топлива продолжает развиваться в основном по краям факела (см. рис. 7е), а газообразный водород продолжает формировать область активного сгорания (см. рис. 7г) в объеме камеры сгорания. По сравнению с предыдущим положением поршня
"ЛКВ
Г)
^до'Пкя
ппк в
Рис. 7. Поля температур (К) в камерах сгорания серийного (а, в, д, ж, и) и водородного (б, г, е, з, к) дизелей при различных положениях поршня
(ф=350 °ПКВ) разность между максимальными температурами уменьшается: для базового дизеля Т=2337 К, а для водородного Т=2730 К, так как к этому моменту значительная доля водорода уже сгорела.
При ф=360 °ПКВ, то есть при нахождении поршня в верхней мертвой точке, интенсификация сгорания дизельного топлива продолжается (см. рис. 7д), что подтверждается ростом максимальных локальных температур. Интенсификация сгорания водорода к этому моменту практически прекращается (см. рис. 7е), а максимальные значения локальных температур стабилизируются.
При ф=365 °ПКВ максимальные температуры в камерах сгорания обоих двигателей практически выравниваются, правда, в случае работы на дизельном топливе они больше сосредоточены в центральной части камеры (см. рис. 7ж), а пристеночные области имеют более высокие температуры при работе на водороде (см. рис. 7з).
При ф=380 °ПКВ скорость тепловыделения в водородном дизеле ниже, чем в базовом (см. рис. 5), и максимальная локальная температура в водородном дизеле становится меньше.
В целом продолжительность сгорания в водородном дизеле меньше, а скорость тепловыделения больше, чем в базовом двигателе, что и определяет различную динамику изменения локальных температур в этих
двигателях (см. рис. 7и,к). Сравнение полей температур дает представление также о различии развития фронта пламени в исследуемых двигателях.
Таким образом, хорошо заметно, особенно в области верхней мертвой точки, что процесс сгорания дизельного топлива сосредоточен в зонах распространения топливных факелов, а при сгорании водорода из-за более высоких скоростей распространения фронта пламени и тепловыделения пламя быстрее
охватывает практически весь объем камеры сгорания.
При исследовании локальных и суммарных за цикл концентраций оксидов азота использовались полученные локальные температуры с применением расширенного механизма Зельдовича [13]. Результаты этих исследований показывают, что образование оксидов азота в водородном и базовом дизелях протекает с разной скоростью, что очевидно, если учесть разные характеры тепловыделения в этих двигателях. Однако суммарные за цикл эмиссии NOx выходят на одинаковый уровень (рис. 8).
Заметное образование оксидов азота в водородном дизеле начинается при угле ф=350 °ПКВ, то есть через 5 °ПКВ с момента начала впрыскивания, а в серийном дизеле при угле ф=355 °ПКВ (через 10 °ПКВ с момента начала впрыскивания). При ф=365 °ПКВ суммарная за цикл эмиссия оксидов азота существенно выше в водородном дизеле, чем в базовом двигателе.
Рис. 9. Массовые доли оксидов азота в и базового (б, г, е) дизелей при
камерах сгорания водородного (а, в, д) различных положениях поршня
Изменения локальных массовых долей оксидов азота для водородного (рис. 9а,в,д) и базового (рис. 9б,г,е) дизелей тоже указывают на изменение скорости их образования в зависимости от вида сгорающего топлива. Водородный дизель практически не уступает своему дизельному прототипу по интегральной эмиссии N0^ Правда, образование оксидов азота в водородном дизеле происходит быстрее, чем в традиционном, что объясняется более высокими скоростями сгорания и тепловыделения в водородных двигателях.
В целом между изменениями локальных температур (см. рис. 7) и локальных образований оксидов азота (см. рис. 9) существует вполне закономерная корреляция, что объясняется термическим механизмом образования N0^ Прогнозируемые уровни эмиссий оксидов азота в водородном и базовых дизелях близки друг к другу (при условии, что их мощностные показатели мало отличаются), что требует разработки специальных мероприятий для их минимизации при создании перспективного водородного дизеля.
Таким образом, на основе результатов проведенных исследований можно заключить, что одной из наиболее перспективных концепций водородных двигателей в настоящее время является дизель с непосредственным впрыском газообразного водорода. При конвертации дизеля на водород требуются повышение степени сжатия для облегчения воспламенения водородно-воздушной смеси, а также приблизительное равенство эффективных мощностей (ДМ < 10 %) с целью сравнения условий образования оксидов азота в базовом и водородном дизелях.
Изменения локальных температур рабочего тела и локальных концентраций оксидов азота в камерах сгорания водородных и базовых дизелей на сходных режимах работы существенно отличаются. Установлено, что
процессы воспламенения и сгорания при использовании дизельного топлива сосредоточены в области наружной поверхности (воспламенение) и конуса (сгорание) топливных факелов, а при сгорании водорода воспламенение и фронт пламени быстрее охватывают практически весь объем камеры сгорания. Очевидно, что такой характер изменения локальных температур рабочего тела указывает также на необходимость исследования локального теплообмена в водородном дизеле.
Разные скорости тепловыделения в камерах сгорания базового дизеля и его водородной модификации приводят к тому, что процессы локального образования оксидов азота
в водородном дизеле происходят с большей интенсивностью, однако суммарные за цикл эмиссии оксидов азота в обоих двигателях имеют приблизительно одинаковый уровень.
В продуктах сгорания водородного дизеля практически отсутствуют концентрации СН, СО, С02 и твердых частиц сажи. Образование этих веществ в результате горения смазочного масла играет незначительную роль. Однако проблема минимизации содержания оксидов азота у водородного дизеля, как и у традиционных дизелей, остается, и ее решение требует разработки специальных методов.
Работа выполнена при финансовой поддержке РФФИ (грант № 12-08-00702а).
Литература
1. Merker G., Schwarz Ch., Teichmann R. Grundlagen Verbrennungsmotoren. Funktionsweise, Simulation, Messtechnik. 6. Auflage. Wiesbaden: Vieweg+Teubner Verlag.
- 2012. - 795 S.
2. Кавтарадзе З.Р., Кавтарадзе Р.З. Перспективы применения поршневых двигателей на альтернативных моторных топливах // Транспорт на альтернативном топливе.
- Ч. 1: 2009. - № 6 (12). - С. 59-65; Ч. 2: 2010. - № 1 (13). - С. 74-80.
3. Кавтарадзе Р.З. Теплофизические процессы в дизелях, конвертированных на природный газ и водород. - М.: изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2011. - 238 с.
4. Rottengruber H., Wiebicke U., Woschni G., Zeilinger K. Wasserstoff-Dieselmotor mit Direkteinspritzung, hoher Leistungsdichte und geringer Abgasemission. Teil 3 // Versuche und Berechnungen am Motor. MTZ. - 2000. - № 2. - S. 122-128.
5. Eichlseder H., Klell M. Wasserstoff in der Fahrzeugtechnik. Erzeugung, Speicherung, Anwendung. - Wiesbaden: Vieweg + Teubner Verlag, 2008. - 288 S.
6. Кавтарадзе Р.З. Рабочие процессы водородного дизеля и улучшение его экологических показателей // Транспорт на альтернативном топливе. - 2012. - № 2 (26). - С. 61-64.
7. Кавтарадзе Р.З. Формулы для расчета задержки воспламенения при работе газодизеля на различных газообразных топливах // Транспорт на альтернативном топливе. - 2009. - № 3 (9). - С. 36-42.
8. Kavtaradze R.Z., Zeilinger R., Zitzler G. Ignition Delay in a Diesel Engine Utilizing Different Fuels // High Temperature. - 2005. - Vol. 43, № 6. - Р. 951 -960.
9. FIRE. Users Manual. Version 2010. AVL List GmbH Graz, Austria, 2010. (License Agreement for Use of the Simulation Software AVL FIRE between Moscow State Technical Univ. n.a. N.E. Bauman and AVL List GmbH, 2011).
10. Кавтарадзе Р.З., Зеленцов А.А., Онищенко О.Д., Финкельберг Л.А., Костю-ченков А.Н. Моделирование процессов переноса, сгорания и образования оксидов азота в авиационном поршневом двигателе с дублированной системой зажигания // Известия РАН. Энергетика. - 2012. - № 6. - С. 135-152.
11. Natriashvili T., Glonti M., Kavtaradze R., Kavtaradze Z., Zelentsov A. Solutions of Some Problems of Improvement of Ecological Characteristics of the Diesel Engine Converted in the Gas Engine // Problems of Mechanics. - 2010. - № 1 (38). - Р. 13-28.
12. Kavtaradze R.Z., Onishchenko D.O., Zelentsov A.A., Sergeev S.S. The influence of rotational charge motion intensity on nitric oxide formation in gas-engine cylinder // International Journal of Heat and Mass Transfer. - 2009. - № 52. - Р. 4308-4316.
13. Кавтарадзе З.Р., Кавтарадзе Р.З. Анализ механизмов образования и методов расчета концентрации оксидов азота в поршневых двигателях // Транспорт на альтернативном топливе. - Ч. 1: 2011. - № 5 (23). - С. 65-71; Ч. 2: 2011. - № 6 (24). - С. 12-19.
